某發(fā)動機燃氣渦輪模型渦輪轉子軸向預緊分析

陳歡歡 趙艷云 熊望驕

摘 要：基于ANSYS/Workbench軟件建立了某渦軸發(fā)動機燃氣渦輪模型渦輪轉子的二維有限元模型，采用有限元方法計算了該轉子的松弛力，并與成熟發(fā)動機試驗件轉子進行了對比分析，研究兩者松弛力差異較大的具體原因，對發(fā)動機試驗件轉子結構設計提出了合理化建議。

關鍵詞：燃氣渦輪;模型渦輪;松弛力;軸向預緊

中圖分類號：V231.95 文獻標識碼：A 文章編號：1671-2064（2020）09-0117-02

現(xiàn)代小型渦軸、渦槳發(fā)動機中各級轉子之間多采用圓弧端齒及施加預緊力的中心拉桿連接，這種連接方式具有軸系同心精度好、裝拆方便等優(yōu)點[1-2]。發(fā)動機工作時，由于轉子承受離心力、氣動力（包含軸向力和扭矩）、熱載荷以及機動載荷等，轉子零部件存在軸向收縮或伸長的現(xiàn)象。為了保證轉子安全可靠地工作，裝配時需要通過調整壓緊螺母的擰緊力矩來施加適當?shù)妮S向預緊力。預緊力過小，轉子不能正常連接和運轉;預緊力過大，會降低中心拉桿及其他零部件的強度儲備。因此，進行轉子軸向預緊力分析非常必要。

確定轉子的軸向預緊力，須先確知轉子的最大松弛力（壓緊力），然后結合轉子軸向預緊力規(guī)定值的確定準則和方法，計算并給出滿足工程要求的轉子軸向預緊力（擰緊力矩）。端齒連接轉子軸向預緊力的確定準則和確定方法[3]。一種確定端齒連接轉子各接觸面上松弛力和壓緊力的簡化計算方法[4]。

本文基于ANSYS/Workbench軟件采用二維軸對稱模型對某渦軸發(fā)動機燃氣渦輪模型渦輪轉子軸向松弛力進行了計算，并與成熟發(fā)動機試驗件轉子進行了對比，分析了松弛力差異較大的原因。

1 模型渦輪轉子松弛力計算

1.1 結構簡介

某渦軸發(fā)動機燃氣渦輪模型渦輪轉子支承方式為簡支形式，左側有一棒軸承，右側有一球軸承，轉子結構示意圖見圖1。兩級渦輪整體葉片盤通過花鍵與渦輪軸連接，并通過螺母進行軸向預緊。

1.2 有限元模型

采用二維模型計算轉子的松弛力，葉片部分采用八節(jié)點四邊形平面應力單元劃分網(wǎng)格，其余部分采用八節(jié)點四邊形軸對稱單元劃分網(wǎng)格，并在各零部件連接處建立接觸對。

計算時考慮了離心載荷、溫度載荷、氣動載荷及轉子結構徑向過盈/間隙。離心載荷以轉速形式施加，溫度載荷以節(jié)點溫度形式施加，氣動載荷以分布面壓力形式施加在相應的腔面，徑向過盈或間隙按設計值或實際值施加在相應位置處。

1.3 結果分析

對于單段預緊的轉子，松弛力（壓緊力）只與轉子的結構、材料和工作載荷有關，而與轉子所加的初始預緊力的大小無關。

有限元計算時，在壓緊螺母與一級葉片盤軸向接觸位置處施加過盈量以模擬初始預緊力，得到壓緊螺母處的松弛力為97860N，比其他轉子的松弛力大，如取預緊裕度為2.0，則需要195720N的預緊力，對裝配工裝及壓緊螺母的螺紋強度要求較高。

為分析影響該處松弛力的主要原因，分別計算了轉子僅在溫度載荷、離心載荷、氣動載荷單獨作用下的松弛力，計算結果如表1所示?？梢钥闯?，離心載荷對壓緊螺母處松弛力的影響最為明顯。

圖2給出僅離心載荷作用時轉子的綜合位移及變形分布。由于一、二級整體葉片盤輪心兩側均伸出了沿軸向跨度相對較長的軸段，在離心載荷下作用下葉片盤盤體會產生比軸段大的徑向位移，由于泊松效應，輪盤軸段會產生較大的軸向收縮，從而使轉子發(fā)生松弛，產生較大松弛力。

2 與成熟機轉子松弛力對比分析

某成熟發(fā)動機試驗件轉子在結構形式上與本試驗件頗為相似，亦通過花鍵將兩級整體葉片盤與渦輪軸連接，采用壓緊螺母對兩級渦輪整體葉盤進行預緊，結構對比見圖3。計算得到成熟機轉子松弛力見表2?？梢钥闯?，本試驗件轉子因溫度載荷、離心載荷產生的松弛力均比成熟機轉子大。

2.1 幾何結構分析

本試驗件轉子兩級葉片盤上帶有封嚴蓖齒，而成熟機轉子采用“兩級渦輪整體葉盤+兩級封嚴蓖齒環(huán)”的形式，軸向跨度相對較長。本試驗件轉子渦輪軸半徑大，壓緊區(qū)間軸向長度短，導致渦輪軸剛度較大，產生相同的軸向變形量所需的載荷較大。

2.2 結構選材分析

兩型轉子結構選用材料對比見表3，試驗溫度下材料性能數(shù)據(jù)見表4。成熟機轉子兩級葉片盤及兩級封嚴環(huán)的線膨脹系數(shù)均比本試驗件兩級葉片盤的大，在相同溫度載荷下，成熟機轉子盤類零件因熱膨脹產生的軸向變形量大，盤類零件與渦輪軸間的軸向松脫量較小，有利于轉子預緊，因此推斷在溫度載荷下成熟機轉子松弛力較小。

2.3 軸向變形分析

表5為兩型轉子各結構僅在溫度載荷下的軸向變形量。成熟機轉子渦輪軸因熱載荷產生的軸向膨脹量大，這是由于其渦輪軸壓緊區(qū)間軸向跨度較大所致。對于盤類零件與渦輪軸之間的軸向相對松脫量，本試驗件為0.021565mm，大于成熟機的0.012614mm，不利于轉子預緊。

表6為兩型轉子僅在離心載荷下各結構軸向變形量。成熟機轉子渦輪軸因離心載荷產生的軸向收縮量較大，有利于轉子預緊;而盤類零件因離心載荷產生的收縮量較小，也有利于轉子預緊。對于盤類零件與渦輪軸之間的軸向相對松脫量，本試驗件轉子為0.042855mm，大于成熟機轉子0.032633mm，因而本試驗件轉子松弛力相對較大。

3 結論

本文開展了某渦軸發(fā)動機模型渦輪試驗件轉子松弛力分析，并與成熟發(fā)動機轉子進行對比分析，得出結論如下：

（1）在結構設計時，轉子上的盤類零件軸向跨度不應過大，否則會因為離心載荷產生較大的軸向收縮，不利于轉子預緊。

（2）當轉子承受溫度載荷時，應注意轉子上盤類零件和拉桿的材料選取，兩者的材料線膨脹系數(shù)差別不應過大，否則不利于轉子預緊。

參考文獻

[1] 劉長福.航空發(fā)動機構造[M].北京：國防工業(yè)出版社，1980.

[2] 鄧慶年.圓弧端齒聯(lián)軸器淺析[C].中國航空學會第一屆發(fā)動機結構強度振動學術會議文集，1981.

[3] 尹澤勇，胡柏安，吳建國，等.端齒連接轉子軸向預緊力的確定[J].航空動力學報，1996，11（4）：355-357.

[4] 尹澤勇，胡柏安，吳建國，等.端齒連接轉子軸向松弛力（壓緊力）計算[J].航空學報，1996，17（5）：555-560.